Циліндричного з'єднання

1.1. За умовним позначенням посадки, яка може бути у системі отвору, вала або комбінованою, визначають граничні відхили отвору і вала [2]

1.2. Визначають граничні розміри деталей

D_max = D_n + ES; (1.1)

D_min = D_n + EI; (1.2)

d_max = d_n + es; (1.3)

d_min = d_n + ei, (1.4)

де D_max, D_min – найбільший і найменший граничні розміри отвору, мм;

d_max, d_min – найбільший і найменший граничні розміри вала, мм;

ES, EI, es, еі – верхні і нижні граничні відхили отвору і вала, мм.

1.3. Визначають допуски отвору і вала

T_D = D_max – D_min; (1.5)

T_d = d_max – d_min, (1.6)

де T_D, T_d – допуски отвору і вала, мм.

1.4. Визначають групу посадки.

Для посадки із зазором визначають граничні зазори

S_max = D_max – d_min; (1.7)

S_min = D_min – d_max, (1.8)

де S_max, S_min - найбільший і найменший граничні зазори, мм.

Для посадки з натягом визначають граничні натяги

N_max = d_max – D_min; (1.9) N_min = d_min – D_max; (1.10)

де N_max, N_min – найбільший і найменший граничні натяги, мм. Для перехідної посадки визначають найбільші граничні зазор і натяг за формулами (1.7, 1.9).

1.5. Визначають допуск посадки в залежності від групи посадки

T_S = S_max – S_min, (1.11)

де T_S – допуск посадки із зазором, мм.

T_N = N_max – N_min, (1.12)

де T_N – допуск посадки з натягом, мм.

T_SN = S_max + N_max, (1.13)

де T_SN – допуск перехідної посадки, мм.

Допуск посадки незалежно від групи посадки визначають також за формулою

T_S(T_N, T_SN) = T_D + T_d. (1.14)

1.6. Виконують схему розташування полів допусків деталей з’єднання.

1.7. Виконують ескізи з’єднання у зборі та деталей з позначенням посадки, полів допусків і граничних відхилів.

Приклад. Визначити основні елементи гладкого циліндричного з’єднання за умовним позначенням посадки.

Посадка у системі отвору Ø 50 Н7/f7

1). Визначити граничні відхили отвору і вала

ЕS = +25 мкм; ЕІ = 0;

еs = – 25 мкм; еі = – 50 мкм.

2). Визначити граничні розміри деталей

D_max = D_n + ES = 50 + 0, 025 = 50, 025 мм;

D_min = D_n + EI = 50 + 0 = 50 мм;

d_max = d_n + es = 50 + (– 0, 025) = 49, 975 мм;

d_min = d_n + ei = 50 + (– 0, 05) = 49, 95 мм.

3). Визначити допуски отвору і вала

T_D = D_max – D_min = 50, 025 – 50 = 0, 025 мм;

T_d = d_max – d_min = 49, 975 – 49, 95 = 0, 025 мм.

4). Визначити граничні зазори

S_max = D_max – d_min = 50, 025 – 49, 95 = 0, 075 мм;

S_min = D_min – d_max = 50 – 49, 975 = 0, 025 мм.

5). Визначити допуск посадки із зазором

T_S = S_max – S_min = 0, 075 – 0, 025 = 0, 05 мм;

T_S = T_D + T_d = 0, 025 + 0, 025 = 0, 05 мм.

6). Виконати схему розташування полів допусків деталей з’єднання

Ø 50 Н7/f7 (рис. 1.1)

Рис. 1.1. Схема розташування полів допусків деталей з’єднання Ø 50 Н7/f7

7). Виконати ескізи з’єднання у зборі та деталей з позначенням посадки, полів допусків і граничних відхилів (рис. 1.2)

Рис. 1.2. Ескізи з’єднання у зборі і деталей

Практична робота 2

ВИЗНАЧЕННЯ ЕЛЕМЕНТІВ З'ЄДНАННЯ, ЩО СКЛАДАЄТЬСЯ

МЕТОДОМ ГРУПОВОЇ ВЗАЄМОЗАМІННОСТІ

2.1. За умовним позначенням посадки визначають граничні відхили отвору і вала [2].

2.2. Визначають граничні розміри деталей за формулами (1.1-1.4).

2.3. Визначають допуски отвору і вала за формулами (1.5, 1.6).

2.4. Визначають групові допуски отвору і вала

(2.1)

(2.2)

де Т_{D гр.}, Т_{d гр.} – групові допуски отвору і вала, мкм;

Т_D, Т_d – допуски отвору і вала, мкм;

n – кількість груп сортування.

2.5. Визначають граничні зазори або натяги в залежності від групи посадки за формулами (1.7 – 1.10).

2.6. Виконують схему розташування полів допусків з’єднання, деталі якого розбиті на розмірні групи, кількість яких задана.

2.7. Визначають групові граничні зазори або натяги в залежності від групи посадки при з’єднанні деталей по групам сортування.

S_{гр max} = D_{гр max} – d_{гр min}; (2.3)

S_{гр min} = D_{гр min} – d_{гр max}; (2.4)

N_{гр max} = d_{гр max} – D_{гр min}; (2.5)

N_{гр min} = d_{гр min} – D_{гр max}, (2.6)

де S_{гр max}, S_{гр min} – найбільший і найменший групові граничні зазори, мм;

N_{гр max}, N_{гр min} – найбільший і найменший групові граничні натяги, мм;

D_{гр max}, D_{гр min} – найбільший і найменший групові граничні розміри отвору, мм;

d_{гр max}, d_{гр min} – найбільший і найменший групові граничні розміри вала, мм.

2.8. Розробляють карту сортування деталей з’єднання, де вказуються граничні розміри отвору і вала для кожної розмірної групи.

Приклад. Визначити основні елементи гладкого циліндричного з’єднання, що складається методом групової взаємозамінності.

Посадка у системі вала Ø 100 G8/h8,

кількість груп сортування n = 3.

1). Визначити граничні відхили отвору і вала

ЕS = + 66 мкм; ЕІ = + 12 мкм;

еs = 0; еі = – 54 мкм.

2). Визначити граничні розміри деталей

D_max = D_n + ES = 100 + 0, 066 = 100, 066 мм;

D_min = D_n + EI = 100 + 0, 012 = 100, 012 мм;

d_max = d_n + es = 100 + 0 = 100 мм;

d_min = d_n + ei = 100 + (– 0, 054) = 99, 946 мм.

3). Визначити допуски отвору і вала

T_D = D_max – D_min = 100, 066 – 100, 012 = 0, 054 мм;

T_d = d_max – d_min =100 – 99, 946 = 0, 054 мм.

4). Визначити групові допуски отвору і вала

;

.

5). Визначити граничні зазори

S_max = D_max – d_min =100, 066 – 99, 946 = 0, 12 мм;

S_min = D_min – d_max = 100, 012 – 100 = 0, 012 мм.

6). Виконати схему розташування полів допусків з’єднання, деталі якого розбиті на три розмірні групи (рис. 2.1).

Рис. 2.1. Схема розташування полів допусків з’єднання Ø 100 G8/h8,

деталі якого розбиті на три розмірні групи

7). Визначити групові граничні зазори

S_{1 max} = D_{1 max} – d_{1 min} = 100, 03 – 99, 946 = 0, 084 мм;

S_{1 min} = D_{1 min} – d_{1 max} = 100, 012 – 99, 964 = 0, 048 мм;

S_{2 max} = D_{2 max} – d_{2 min} =100, 048 – 99, 964 = 0, 084 мм;

S_{2 min} = D_{2 min} – d_{2 max} = 100, 03 – 99, 982 = 0, 048 мм;

S_{3 max} = D_{3 max} – d_{3 min} = 100, 066 – 99, 982 = 0, 084 мм;

S_{3 min} = D_{3 min} – d_{3 max} = 100, 048 – 100 = 0, 048 мм.

8). Розробити карту сортування деталей з’єднання Ø 100 G8/h8 на три роз-мірні групи (табл. 2.1).

Таблиця 2.1

Карта сортування на три розмірні групи деталей з’єднання Ø 100 G8/h8

Практична робота 3

РОЗРАХУНОК І ВИБІР ПОСАДОК ІЗ ЗАЗОРОМ

3.1. Визначають оптимальний зазор

(3.1)

де S_опт – оптимальний зазор, мкм;

(3.2)

де h – товщина масляного шару в місці найбільшого зближення поверхонь вала і отвору в робочому стані, м;

S – зазор в стані спокою, м;

d_n – номінальний діаметр з'єднання, м;

ω – кутова швидкість, с^-1;

η – абсолютна в’язкість мастила при робочі температурі, Па·с;

l – довжина з'єднання, м;

р – середній питомий тиск в підшипнику, Па.

3.2. Визначають розрахунковий зазор з урахуванням спрацювання мікро-нерівностей на поверхні контакту деталей

(3.3)

де S_роз – розрахунковий зазор, мкм;

К – коефіцієнт запасу надійності, К = 1, 4;

R_zD, R_zd – висота нерівностей профілю отвору і вала, мкм.

3.3. Вибирають стандартну посадку [1, с.334...336], яка задовольняє умову

(3.4)

де – середній зазор стандартної посадки, мкм.

, (3.5)

де – найбільший і найменший граничні зазори стандартної посадки, мкм.

При виборі посадок підшипників ковзання перевагу надають посадкам переважаючого застосування. Посадки, в яких = 0, вибирати не можна.

3.4. Перевіряють правильність посадки за умовою рідинного тертя

(3.6)

де h_min – найменша товщина шару мастила, мкм;

. (3.7)

Якщо обох умов дотримано, посадка вибрана правильно. Якщо посадка не задовольняє другу умову, треба вибрати нову посадку і знову перевірити. Тільки якщо жодна з переважаючих посадок не задовольняє цих двох умов, вибирають посадку із числа рекомендованих.

3.5. Вибирають універсальні засоби вимірювання отвору і вала вибраної посадки за умовою

(3.8)

де – гранична похибка засобу вимірювання, мкм [1, с.345...347];

δ – допустима похибка вимірювання, мкм [1, с.343...344].

Приклад. Вибрати стандартну посадку із зазором для таких умов:

d_n = 0, 08 м; = 0, 08 м, ω = 126 с^-1; η = 0, 02 Па·с; р = 2, 3·10⁶ Па;

R_zD = 2, 5 мкм; R_zd = 1, 6 мкм

1) Визначити оптимальний зазор

=2 = 85, 4 мкм.

2) Визначити розрахунковий зазор

3) Вибрати стандартну посадку, яка задовольняє умову

.

Такій умові відповідає посадка Ø 80 , в якої

S_{ср ст.} = (122+30)/2 = 76 мкм,

тобто 76 < 79, 6.

4) Перевірити правильність вибору посадки за умовою рідинного тертя

Умова дотримується, бо 14, 3 > 5, 74. Посадка вибрана правильно.

5) Вибрати універсальні засоби вимірювання за умовою

Для отвору Ø 80Н8 з допуском Т_D = 46 мкм і допустимою похибкою вимірювання δ = 12 мкм вибирається індикаторний нутромір з вимірювальною головкою з ціною поділки 0, 001 мм, настроєний за кінцевою мірою 2-го класу, у якого

Для вала Ø 80f8 з допуском Т_d = 46 мкм і допустимою похибкою вимірювання δ =12 мкм вибирається мікрометр важільний типу МР з ціною поділки 0, 002 мм, у якого при вимірюванні в руках

Практична робота 4

РОЗРАХУНОК І ВИБІР ПОСАДОК З НАТЯГОМ

4.1. Визначають найменший питомий тиск в площині контакту вала і втулки, необхідний для передачі крутного моменту

(4.1)

де р_min – найменший питомий тиск, Па;

М_кр – крутний момент, Н·м;

d_n – номінальний діаметр з'єднання, м;

l – довжина з'єднання, м;

f – коефіцієнт тертя.

4.2. Визначають найменший допустимий натяг (на підставі залежностей, відомих з вирішення задач Ляме для товстостінних циліндрів)

(4.2)

де N_min – найменший натяг, м;

Е_D, Е_d – модулі пружності матеріалів втулки і вала, Па;

С_D, С_d – безрозмірні коефіцієнти пропорційності між величиною нор-мальних окружних напружень на поверхні дотику і тиском відповідно отвору і вала, які визначають за формулами

(4.3)

(4.4)

де d₂ – зовнішній діаметр втулки, м;

d₁ – внутрішній діаметр вала, м (для суцільного вала d₁ = 0);

μ _D, μ _d – коефіцієнт Пуассона матеріалів втулки і вала (сталь – 0, 3; чавун – 0, 25; бронза – 0, 35; латунь – 0, 38).

4.3. Визначають розрахунковий натяг з урахуванням руйнування мікронерівностей на поверхні контакту

N_poз = N_min + 2k(R_zD + R_zd), (4.5)

де N_poз – розрахунковий натяг, мкм;

k – коефіцієнт зминання поверхневого шару (k = 0, 25...0, 75);

R_zD, R_zd – висота нерівностей профілю втулки і вала, мкм.

4.4. Вибирають стандартну посадку [1, с.337...339], яка задовольняє умову

N_{min ст} ≥ N_роз, (4.6)

де N_{min ст} – найменший натяг вибраної стандартної посадки, мкм.

4.5. Перевіряють міцність з’єднання

4.5.1. Визначають найбільший питомий тиск, який може виникати при вибраній посадці

, (4.7)

де р_max – найбільший питомий тиск, Па;

N_{max ст} – найбільший натяг вибраної стандартної посадки, мкм.

4.5.2. Визначають найбільше напруження у втулці і валі

(4.8)

(4.9)

де σ _D, σ _d – найбільше напруження у втулці і валі, Па.

4.5.3. Перевіряють міцність втулки і вала, дотримуючись умови

σ _D < σ _тD; (4.10)

σ _d < σ _тd, (4.11)

де σ _тD, σ _тd – межі текучості матеріалу втулки і вала, Па.

Якщо умова міцності дотримується, то посадка вибрана вірно. Якщо умова міцності не витримана для вибраної посадки, то треба вибрати іншу посадку і знову перевірити на обидві умови.

Приклад. Вибрати стандартну посадку з натягом для таких умов:

d_n = 0, 075 м; l = 0, 2 м; d₂ = 0, 125 м; М_кр = 4500 Н·м; матеріал втулки і вала – сталь 45; f = 0, 15; R_zD = 6, 3 мкм; R_zd = 3, 2 мкм.

1) Визначити найменший питомий тиск в площині контакту вала і втулки

2) Визначити найменший натяг

3) Визначити розрахунковий натяг з урахуванням руйнування мікро-нерівностей на поверхні контакту

N_роз=N_min + 2k(R_zD + R_zd) = 19 + 2·0, 6(6, 3 + 3, 2) = 30 мкм.

4) Вибрати стандартну посадку, яка задовольняє умову

N_{min ст} ≥ N_роз.

Такій умові відповідає посадка Ø 75 , в якої

N_{min ст} = 40 мкм, N_{max ст} = 72 мкм, тобто 40> 30.

5) Перевірити міцність з’єднання:

а) визначити найбільший питомий тиск, який може виникати при

вибраній посадці

б) визначити найбільше напруження у втулці

в) перевірити міцність втулки за умовою

σ _D < σ _тD;

для сталі 45 σ _тD = 360·10⁶ Па;

115·10⁶< 360·10⁶.

Умова міцності дотримується.

Посадка вибрана правильно.

6) Вибрати універсальні засоби вимірювання за умовою

δ.

Для отвору Ø 75Н6 з допуском Т_D = 19 мкм і допустимою похибкою вимірювання δ = 5 мкм вибирається індикаторний нутромір з вимі-рювальною головкою з ціною поділки 0, 001 мм, настроєний за кінцевою мірою 2-го класу, у якого

Для вала Ø 75s5 з допуском Т_d = 13 мкм і допустимою похибкою вимірювання δ = 4 мкм вибирається оптиметр з ціною поділки 0, 001 мм, у якої

Практична робота 5

РОЗРАХУНОК І ВИБІР ПОСАДОК ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ

5.1. Визначають конструктивні розміри підшипника кочення: внутрішній і зовнішній діаметри, ширину кільця, координати фасок [1, с. 340...341].

5.2. Визначають інтенсивність радіального навантаження на посадочній поверхні деталі, з’єднувальної з циркуляційно навантаженим кільцем

, (5.1)

де Р_R – інтенсивність радіального навантаження, кН/м;

R – постійне за напрямком радіальне навантаження, Н;

В – ширина кільця підшипника, м;

r – радіус закруглення фаски кільця, м;

К_П – динамічний коефіцієнт посадки, який залежить від навантаження (при перевантаженні до 150%, помірних поштовхах і вібрації К_П = 1, при перевантаженні до 300%, сильних поштовхах і вібрації К_П = 1, 8);

К₁ – коефіцієнт, який враховує ступінь послаблення посадочного натягу при порожнистому валі і тонкостінному корпусі (для суцільного вала К₁=1, для порожнистого – К₁= 1...3, для корпуса 1...1, 8);

К₂ – коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між рядами роликів у дворядних конічних роликопідшипниках чи між подвоєними шарикопідшипниками при наявності осьового навантаження на опору (К₂ = 1...2; за відсутності осьового навантаження К₂ = 1).

5.3. Визначають поля допусків деталей, з’єднувальних з кільцями підшип-ників в залежності від виду навантаження кілець [І, с.217...218].

Для циркуляційно навантажених кілець посадку вибирають за інтенсивністю радіального навантаження. Допустиме значення Р_R, розраховане за середніми значеннями посадочних натягів, наведено в табл. 16 [1].

Для місцево навантажених кілець посадку вибирають залежно від умов роботи і в першу чергу від характеру навантаження і розміру кілець підшипників, що наведені в табл. 17 [1].

5.4. Визначають граничні відхили для кілець підшипника [І, с.341] і з’єднувальних з ними деталей [2].

5.5. Виконують схеми розташування полів допусків деталей з'єднань „внутрішнє кільце-вал” і „зовнішнє кільце-корпус”.

5.6. Виконують ескізи з'єднання у зборі та деталей з позначенням посадок, полів допусків і граничних відхилів, а також допусків форми і шорсткості поверхонь.

Приклад. Вибрати посадки для кілець радіального однорядного шари-копідшипника 210 нульового класу точності для таких умов: R = 6000Н; навантаження до 150%; види навантаження кілець: внутрішнє – циркуляцій-не, зовнішнє – місцеве.

1) Визначити конструктивні розміри радіального однорядного шарикопідшипника 210:

внутрішній діаметр d = 50 мм;

зовнішній діаметр D = 90 мм;

ширина кільця В = 20 мм;

радіус закруглення фаски кільця r = 2 мм.

2) Визначити інтенсивність радіального навантаження на посадочній поверхні вала

.

3) Визначити поля допусків деталей, з’єднувальних з кільцями підшипника в залежності від виду навантаження кілець. При циркуляційному навантаженні внутрішнього кільця поле допуску вала Ø 50k6.

При місцевому навантаженні зовнішнього кільця і навантаженні до 150% поле допуску отвору у чавунному нероз’ємному корпусі Ø 90G7.

4) Визначити граничні відхилення для кілець підшипника і з’єднувальних з ним деталей. Результати привести у табл. 5.1.

Таблиця 5.1

Внутрішнє кільце	Вал	Зовнішнє кільце	Корпус
Ø 50	Ø	Ø 90	Ø 90 G7

5) Виконати схему розташування полів допусків деталей з’єднань

а)

б)

Рис. 5.1. Схеми розташування полів допусків з’єднань:

а) внутрішнє кільце – вал;

б) зовнішнє кільце – корпус

6) Виконати ескізи з'єднання у зборі та деталей

Рис. 5.2. Ескізи з’єднання у зборі та деталей

Практична робота 6

ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ ЕЛЕМЕНТІВ ШПОНКОВОГО

З'ЄДНАННЯ

6.1. Визначають основні розміри шпонкового з'єднання в залежності від номінального діаметру. У з’єднанні з призматичною шпонкою визначають ширину, висоту і довжину шпонки, глибину пазів вала і втулки [3, с.235].

У з’єднанні з сегментною шпонкою визначають ширину, висоту і діаметр шпонки, глибину пазів вала і втулки [3, с.239].

6.2. Залежно від виду з'єднання визначають поля допусків [3, с.237, 240] і граничні відхили по ширині шпонки, пазів вала і втулки [2].

6.3. Визначають граничні розміри ширини шпонки, пазів вала і втулки за формулами (1.1 – 1.4).

6.4. Визначають граничні зазори для посадки із зазором або граничні зазор і натяг для перехідної посадки у з’єднанні шпонка-паз вала за формулами (1.7– 1.9).

6.5. Визначають граничні зазори для посадки із зазором або граничні зазор і натяг для перехідної посадки у з’єднанні шпонка-паз втулки за формулами (1.7– 1.9).

6.6. Визначають поля допусків і граничні відхили неспряжених розмірів шпонкового з'єднання:

- з призматичною шпонкою: висоти і довжини шпонки, довжини пазів на валу і втулці, виконавчої глибини фрезерування пазів вала і втулки [3, с.238];

- з сегментною шпонкою: висоти і діаметра шпонки, виконавчої глибини фрезерування пазів вала і втулки [3, с.240].

6.7. Виконують схему розташування полів допусків шпонки та пазів вала і втулки по ширині b.

6.8. Виконують ескізи деталей шпонкового з'єднання з позначенням полів допусків і граничних відхилів.

Приклад. Визначити основні елементи шпонкового з'єднання d = 40 мм з призматичною шпонкою і нормальним з’єднанням.

1) Визначають розміри шпонкового з'єднання:

- ширина шпонки b = 12 мм;

- висота шпонки h = 8 мм;

- довжина l = 80 мм;

- глибина паза вала t₁ = 5 мм; d-t₁ = 35 мм;

- глибина паза втулки t₂ = 3, 3 мм; d+t₂ = 43, 3 мм.

2) Залежно від виду з'єднання визначити поля допусків і граничні відхили по ширині b:

- ширина шпонки b = 12h9 мм;

- ширина паза вала b₁ = 12N9 мм;

- ширина паза втулки b₂ = 12J_s9(± 0, 021)мм.

3) Визначити граничні розміри ширини:

- шпонки

b_max = b + es = 12 + 0 = 12 мм;

b_min = b + ei = 12 + (– 0, 043) = 11, 957 мм;

- паза вала

b_1max = b₁ + es₁ = 12 + 0 = 12 мм;

b_1min = b₁ + ei₁ = 12 + (–0, 043) = 11, 957 мм;

- паза втулки

b_2max = b₂ + es₂ = 12 + 0, 021 = 12, 021 мм;

b_2min = b₂ + ei₂ = 12 + (– 0, 021) = 11, 979 мм.

4) Визначити граничний зазор і натяг у з’єднанні шпонка-паз вала

s_1max = b_1max – b_min = 12 – 11.957 = 0, 043 мм;

N_1max = b_max – b_1min = 12 – 11, 957 = 0, 043 мм.

5) Визначити граничний зазор і натяг у з’єднанні шпонка-паз втулки

s_2max = b_2max – b_min = 12, 021 – 11, 957 = 0, 064 мм;

N_2max = b_max – b_2min = 12 – 11, 979 = 0, 021 мм.

6) Визначають поля допусків і граничні відхили неспряжених розмірів шпонкового з'єднання:

- висота шпонки h = 8h11 мм;

- довжина шпонки l = 80h14 мм;

- глибина паза вала t₁ = 5 мм або d – t₁=35 мм;

- глибина паза втулки t₂ = 3, 3 мм або d + t₂ = 43, 3 мм;

- довжина пазів l = 80Н15 мм.

7) Виконати схему розташування полів допусків шпонки та пазів вала і втулки по ширині b

Рис. 6.1. Схема розташування полів допусків деталей шпонкового з'єднання по ширині b

8) Виконати ескізи деталей шпонкового з'єднання з позначенням полів допусків і граничних відхилів

Рис. 6.2. Ескізи деталей шпонкового з’єднання

Практична робота 7

ВИЗНАЧЕНННЯ ОСНОВНИХ ЕЛЕМЕНТІВ ШЛІЦЬОВОГО

З'ЄДНАННЯ

7.1. За умовним позначенням шліцьового з'єднання визначають спосіб центрування і поля допусків нецентруючих діаметрів [3, с.253].

7.2. Визначають граничні відхили [2] і граничні розміри елементів шліцьового з'єднання за формулами (1.1 – 1.4).

7.3. Виконують схеми розташування полів допусків елементів шліцьового з’єднання.

7.4. Виконують ескізи деталей шліцьового з'єднання з позначенням полів допусків і граничних відхилів.

Приклад. Визначити основні елементи шліцьового з'єднання

1) За умовним позначенням шліцьового з'єднання визначити спосіб центрування і поля допусків нецентруючих діаметрів.

Центрування за зовнішнім діаметром D. Поле допуску втулки нецентруючого внутрішнього діаметра Н11.

2) Визначити граничні відхили і граничні розміри елементів шліцьового з'єднання. Результати привести у табл. 7.1.

Таблиця 7.1

3) Виконати схеми розташування полів допусків елементів шліцьового з'єднання (рис. 7.1).

Рис. 7.1. Схеми розташування полів допусків елементів шліцьового з'єднання:

а) за зовнішнім діаметром D;

б) за боковими поверхнями шліців b

4) Виконати ескізи деталей шліцьового з'єднання з позначенням полів допусків і граничних відхилів (рис. 7.2).

Рис.7.2. Ескізи деталей шліцьового з’єднання

Практична робота 8

СКЛАДАННЯ І РОЗРАХУНОК РОЗМІРНОГО ЛАНЦЮГА

8.1. Виконують розмірний аналіз, тобто встановлюють ланки, які складають розмірний ланцюг із заданою замикальною ланкою.

Складають схему розмірного ланцюга, яка є графічним безмасштабним зображенням. У верхній частині схеми відкладають розміри усіх збільшувальних ланок, а у нижній частині – зменшувальних ланок і замикальної ланки. Над літерами проставляють стрілки вправо – для збільшувальних ланок, вліво – для зменшувальних ланок.

8.2. Перевіряють правильність складання розмірного ланцюга

, (8.1)

де – сума номінальних розмірів збільшувальних ланок, мм;

– сума номінальних розмірів зменшувальних ланок, мм;

m – кількість збільшувальних ланок;

n – загальна кількість складових ланок розмірного ланцюга;

А_Δ – номінальний розмір замикальної ланки, мм

8.3. Визначають допуск замикальної ланки за заданими граничними відхилами цієї ланки

ТА_Δ = ЕSА_Δ – EI А_Δ , (8.2)

де ТА_Δ – допуск замикальної ланки, мкм;

ЕSА_Δ , EI А_Δ – верхній і нижній граничні відхили замикальної ланки, мкм.

8.4. Визначають середнє число одиниць допуску k

(8.3)

де – сума допусків складових ланок, допуски яких задані, мкм;

– сума одиниць допусків складових ланок, допуски яких визначаються, мкм [1, с.174].

8.5. Визначають квалітет розмірного ланцюга за середнім числом одиниць допуску k [1, с.175].

8.6. Вибирають корегуючу ланку. Якщо k_табл< k, то корегуючою вибирають технологічно складнішу ланку, якщо k_табл> k, то – технологічно простішу ланку.

8.7. Визначають граничні відхили складових ланок за встановленим квалітетом розмірного ланцюга окрім корегуючої ланки [2]. Для охоплюючих розмірів вибирають основний відхил Н, для охоплюваних – основний відхил h, для останніх – J_s.

8.8. Визначають допуск корегуючої ланки

(8.4)

де ТА_кор. – допуск корегуючої ланки, мкм;

– сума допусків останніх складових ланок, мкм.

8.9. Визначають граничні відхили корегуючої ланки

- збільшувальної ланки

(8.5)

(8.6)

- зменшувальної ланки

(8.7)

(8.8)

де ЕSA_кор.зб, ЕІА_кор.зб – верхній і нижній граничні відхили корегуючої збільшувальної ланки, мкм;

ЕSA_кор.зм, ЕІА_кор.зм – верхній і нижній граничні відхили корегуючої зменшувальної ланки, мкм;

Σ ЕSА_{і зб}, Σ ЕІА_{і зб} – сума верхніх і нижніх граничних відхилів збільшувальних ланок, мкм;

Σ ЕSА_{і зм}, Σ ЕІА_{і зм} – сума верхніх і нижніх граничних відхилів зменшувальних ланок, мкм;

ЕSА_Δ , ЕІА_Δ – верхній і нижній граничні відхили замикальної ланки, мкм.

8.10.Перевіряють правильність розрахунку розмірного ланцюга

1) за допуском замикальної ланки

ТА_Δ = Σ ТА_і; (8.9)

2) за відхилами замикальної ланки

ЕSА_Δ = Σ ЕSА_{і зб} – Σ ЕІА_{і зм}; (8.10)

ЕІА_Δ = Σ ЕІА_{і зб} – ЕSA_{кор. зм}. (8.11)

Приклад. Визначити допуски і граничні відхили складових ланок розмірного ланцюга для таких умов:

складові ланки А_{1 зб} = 12 А_{2 зб} = 40 мм, А_{3 зб} = 165 мм, А_{4 зм} = 215 мм, замикальна ланка А_Δ =2 .

1) Скласти схему розмірного ланцюга

Рис. 8.1. Схема розмірного ланцюга

2) Перевірити правильність складання розмірного ланцюга

(12+40+165) – 215 = 2 мм.

Розмірний ланцюг складено правильно.

3) Визначити допуск замикальної ланки

ТА_Δ = ЕSА_Δ – ЕІА_Δ = 500 – (–1000) = 1500 мкм.

4) Визначити середнє число одиниць допуску

5) Визначити квалітет розмірного ланцюга за середнім числом одиниць допуску k.

Вибираємо 12 квалітет, для якого k_табл = 160.

6) Вибрати корегуючу ланку.

Ланка А₃ вибрана корегуючою, як технологічно складніша ланка (k_табл< k).

7) Визначити граничні відхили складових ланок за ІТ12

А₂=40h12 мм;

А₄=215J_s12(±0, 23)мм.

8) Визначити допуск корегуючої ланки

ТА_3кор = ТА_Δ – Σ ТА_{і ост} = 1500 – (100 + 250 + 460) = 690 мкм.

9) Визначити граничні відхили корегуючої збільшувальної ланки

ЕSА_{3 кор} = Σ ЕІА_{і зм} + ЕSА_Δ – Σ ЕSА_{і зб};

ЕSА_{3 кор} = (–230) + 500 – (0 + 0) = 270 мкм;

ЕІА_{3 кор} = Σ ЕSА_{і зм} + ЕІА_Δ – Σ ЕІА_{і зб};

ЕІА_{3 кор} = 230 + (–1000) – (–100 – 250)= – 420 мкм.

10) Перевірити правильність розрахунку

- за допуском замикальної ланки

ТА_Δ = Σ ТА_і;

1500 = 100 + 250 + 460 + 690;

- за відхилами замикальної ланки

ЕSА_Δ = Σ ЕSА_{і зб} – Σ ЕІА_{і зм};

500 = (0 + 0 + 270) – (–230);

ЕІА_Δ = Σ ЕІА_{і зб} – Σ ЕSА_{і зм};

– 1000 = (–100 – 250 – 420) – 230.

11) Результати розрахунку розмірного ланцюга

А₂ = 40h12 мм;

А₃ = 165

А₄ = 215J_s12(±0, 23) мм.

БІБЛІОГРАФІЧНИЙ СПИСОК

1. Сірий І.С. Взаємозамінність, стандартизація і технічні вимірювання (2–е видання, доповнене і перероблене): Підручник. – К.: Аграрна освіта, 2009. – 353 с.

2. Допуски и посадки. Справочник. В 2–х ч. / В.Д. Мягков и др. – 6–е изд., перераб. и доп. – Л.: Машиностроение, 1982. – ч.1, 543 с.

3. Допуски и посадки. Справочник. В 2–х ч. / В.Д. Мягков и др. – 6–е изд., перераб. и доп. – Л.: Машиностроение, 1982. – ч.2, 448 с.

4. Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання. Курсове проектування /Г.О. Іванов, В.С. Шебанін, Д.В. Бабенко та ін. – К.: Аграрна освіта, 2010. – 291 с.

5. Харченко Б.Г. Взаємозамінність, стандартизація і технічні вимірювання. Конспект лекцій. – Дніпропетровськ: ДДАЕУ, 2015. – 64 с.

Додаток 1